步進送料機的設計

1、引 言 本設計任務是步進送料機的設計。步進送料機是輸送機的一種，能夠實現間歇的輸送工件，應用非常廣泛。選擇步進送料機這種生產機械的設計作為畢業(yè)設計的選題，能培養(yǎng)了我們機械設計中的總體設計能力，將機械設計系列課程設計中所學的有關機構原理方案設計、運動和動力學分析、機械零部件設計理論、方法、結構及工藝設計等內容有機地結合進行綜合設計實踐訓練，使課程設計與機械設計實際的聯系更為緊密，以及獨立解決工程實際問題的能力。它還培養(yǎng)了我們機械系統創(chuàng)新設計的能力，增強了機械構思設計和創(chuàng)新設計。通過機械課程畢業(yè)設計的基本技能訓練，提高了我們的計算、繪圖、使用技術資料和設計手冊、熟悉各種規(guī)范標準、進行數據分析和處理

2、、編寫技術文件等方面的能力。本畢業(yè)設計高度采用現代化的設計手段，使用autocad環(huán)境下運行的計算機輔助設計平臺，進行送料傳動設計、圓柱齒輪傳動設計、齒輪的設計、軸的結構設計、軸承的選擇、軸承端蓋設計、軸系零件緊固件設計、減速器基本附件以及基本連接件的設計等，使得設計高度地自動化，將現代計算機技術與我們傳統的機械設計理論及實際相聯系，提高了設計效率。由于本人缺乏經驗、水平有限，設計中難免有錯誤和不妥之處，懇請各位老師提出寶貴意見，我會積極改正并在今后的學習中更加努力和認真。1 送料機構的設計計算1.1 輸送機介紹輸送機（conveyor） 輸送機是在一定的線路上連續(xù)輸送物料的物料搬運機械，又稱

3、連續(xù)輸送機。輸送機可進行水平、傾斜和垂直輸送，也可組成空間輸送線路，輸送線路一般是固定的。輸送機輸送能力大，運距長，還可在輸送過程中同時完成若干工藝操作，所以應用十分廣泛?？梢詥闻_輸送，也可多臺組成或與其他輸送設備組成水平或傾斜的輸送系統，以滿足不同布置形式的作業(yè)線需要。輸送機的歷史中國古代的高轉筒車和提水的翻車，是現代斗式提升機和刮板輸送機的雛形；17世紀中，開始應用架空索道輸送散狀物料；19世紀中葉，各種現代結構的輸送機相繼出現。1868年，在英國出現了帶式輸送機；1887年，在美國出現了螺旋輸送機；1905年，在瑞士出現了鋼帶式輸送機；1906年，在英國和德國出現了慣性輸送機。此后，輸送

4、機受到機械制造、電機、化工和冶金工業(yè)技術進步的影響，不斷完善，逐步由完成車間內部的輸送，發(fā)展到完成在企業(yè)內部、企業(yè)之間甚至城市之間的物料搬運，成為物料搬運系統機械化和自動化不可缺少的組成部分。輸送機的分類一.輸送機一般按有無牽引件來進行分類具有牽引件的輸送機一般包括牽引件、承載構件、驅動裝置、張緊裝置、改向裝置和支承件等。牽引件用以傳遞牽引力，可采用輸送帶、牽引鏈或鋼絲繩；承載構件用以承放物料，有料斗、托架或吊具等；驅動裝置給輸送機以動力，一般由電動機、減速器和制動器(停止器)等組成；張緊裝置一般有螺桿式和重錘式兩種，可使牽引件保持一定的張力和垂度，以保證輸送機正常運轉；支承件用以承托牽引件或

5、承載構件，可采用托輥、滾輪等。具有牽引件的輸送機的結構特點是：被運送物料裝在與牽引件連結在一起的承載構件內，或直接裝在牽引件(如輸送帶)上，牽引件繞過各滾筒或鏈輪首尾相連，形成包括運送物料的有載分支和不運送物料的無載分支的閉合環(huán)路，利用牽引件的連續(xù)運動輸送物料。這類的輸送機種類繁多，主要有帶式輸送機、板式輸送機、小車式輸送機、自動扶梯、自動人行道、刮板輸送機、埋刮板輸送機、斗式輸送機、斗式提升機、懸掛輸送機和架空索道等。沒有牽引件的輸送機的結構組成各不相同，用來輸送物料的工作構件亦不相同。它們的結構特點是：利用工作構件的旋轉運動或往復運動，或利用介質在管道中的流動使物料向前輸送。例如，輥子輸送

6、機的工作構件為一系列輥子，輥子作旋轉運動以輸送物料；螺旋輸送機的工作構件為螺旋，螺旋在料槽中作旋轉運動以沿料槽推送物料；振動輸送機的工作構件為料槽，料槽作往復運動以輸送置于其中的物料等。 二輸送機械按使用的用途分可以分為:1散料輸送機械(如:帶式輸送機螺旋輸送機斗式提升機大傾角輸送機等)（1）帶式輸送機由驅動裝置拉緊裝置輸送帶中部構架和托輥組成輸送帶作為牽引和承載構件，借以連續(xù)輸送散碎物料或成件品。帶式輸送機是一種摩擦驅動以連續(xù)方式運輸物料的機械。應用它，可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。除進

7、行純粹的物料輸送外，還可以與各工業(yè)企業(yè)生產流程中的工藝過程的要求相配合，形成有節(jié)奏的流水作業(yè)運輸線。所以帶式輸送機廣泛應用于現代化的各種工業(yè)企業(yè)中。在礦山的井下巷道、礦井地面運輸系統、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應用帶式輸送機。它用于水平運輸或傾斜運輸。（2）螺旋輸送機俗稱絞龍，適用于顆?；蚍蹱钗锪系乃捷斔?，傾斜輸送，垂直輸送等形式。輸送距離根據畸形不同而不同，一般從2米到70米。 輸送原理：旋轉的螺旋葉片將物料推移而進行螺旋輸送機輸送。使物料不與螺旋輸送機葉片一起旋轉的力是物料自身重量和螺旋輸送機機殼對物料的摩擦阻力。 結構特點：螺旋輸送機旋轉軸上焊有螺旋葉片，葉片的面型根據輸送物料的不同有

8、實體面型、帶式面型、葉片面型等型式。螺旋輸送機的螺旋軸在物料運動方向的終端有止推軸承以隨物料給螺旋的軸向反力，在機長較長時，應加中間吊掛軸承。 雙螺旋輸送機就是有兩根分別焊有旋轉葉片的旋轉軸的螺旋輸送機。說白了，就是把兩個螺旋輸送機有機的結合在一起，組成一臺螺旋輸送機。 螺旋輸送機旋轉軸的旋向，決定了物料的輸送方向，但一般螺旋輸送機在設計時都是按照單項輸送來設計旋轉葉片的。當反向輸送時，會大大降低輸送機的使用壽命。（3）斗式提升機 利用均勻固接于無端牽引構件上的一系列料斗，豎向提升物料的連續(xù)輸送機械。斗式提升機具有輸送量大，提升高度高，運行平穩(wěn)可靠，壽命長顯著優(yōu)點，本提升機適于輸送粉狀，粒狀及

9、小塊狀的無磨琢性及磨琢性小的物料，如：煤、水泥、石塊、砂、粘土、礦石等，由于提升機的牽引機構是環(huán)行鏈條，因此允許輸送溫度較高的材料(物料溫度不超過250 )。一般輸送高度最高可達40米。2物流輸送機械(如:流水線,流水線設備,輸送線,懸掛輸送線,升降機,氣動升降機,齒條式升降機,剪叉式,升降機,輥道輸送機,升降機) 。 輸送機的發(fā)展趨勢繼續(xù)向大型化發(fā)展。大型化包括大輸送能力、大單機長度和大輸送傾角等幾個方面。水力輸送裝置的長度已達 440公里以上。帶式輸送機的單機長度已近15公里，并已出現由若干臺組成聯系甲乙兩地的帶式輸送道。不少國家正在探索長距離、大運量連續(xù)輸送物料的更完善的輸送機結構。擴大

10、輸送機的使用范圍。發(fā)展能在高溫、低溫條件下、有腐蝕性、放射性、易燃性物質的環(huán)境中工作的，以及能輸送熾熱、易爆、易結團、粘性的物料的輸送機。使輸送機的構造滿足物料搬運系統自動化控制對單機提出的要求。如郵局所用的自動分揀包裹的小車式輸送機應能滿足分揀動作的要求等。降低能量消耗以節(jié)約能源，已成為輸送技術領域內科研工作的一個重要方面。已將1噸物料輸送1公里所消耗的能量作為輸送機選型的重要指標之一。減少各種輸送機在作業(yè)時所產生的粉塵、噪聲和排放的廢氣。1.2 機械運動方案設計機械運動方案設計的目的在于培養(yǎng)綜合掌握和運用各方面的學科知識和實踐技能，獨立分析和解決工程實際問題的能力，樹立理論聯系實際的正確設

11、計思想；鼓勵我們在設計時打破常規(guī)，拓寬設計思路，激發(fā)創(chuàng)新精神，善于分析，不斷創(chuàng)新。本設計方案的確定的過程以自主設計為主，同時參考書籍、網絡等其它資源。設計過程：（1）根據題目運動軌跡要求，查找四連桿曲線圖；（2）根據軌跡查找對應曲線；（3）根據對應曲線的四連桿機構設計該機構的具體尺寸；（4）利用計算機造型:主要利用solidworks，根據尺寸在solidworks下造型裝配，然后在solidworks下分析輸送爪送料時的運動位移；（5）造型的美觀設計，一種設計的美觀同樣重要，尺寸確定后根據現實的需要和工程上的要求來具體設計機構機型改裝，設計出具有創(chuàng)新能力的機構。圖1主要機構為曲柄搖桿機構，它

12、類似采用的是一種簡易的四桿機構，連桿機構構件運動形式多樣，如可實現轉動、擺動、移動和平面或空間復雜運動，從而可用于實現已知運動規(guī)律和已知軌跡。此外，低副面接觸的結構使連桿機構具有以下一些優(yōu)點：運動副單位面積所受壓力較小，且面接觸便于潤滑，故磨損減??；制造方便，易獲得較高的精度；兩構件之間的接觸是靠本身的幾何封閉來維系的。平面連桿機構的缺點是：一般情況下，只能近似實現給定的運動規(guī)律或運動軌跡，且設計較為復雜；當給定的運動要求較多或較復雜時，需要的構件數和運動副數往往較多，這樣就使機構結構復雜，工作效率降低，不僅發(fā)生自鎖的可能性增加，而且機構運動規(guī)律對制造、安裝誤差的敏感性增加；機構中作復雜運動和

13、作往復運動的構件所產生的慣性力難以平衡，在高速時將引起較大的振動和動載荷，故連桿機構常用于速度較低的場合所有運動副均為轉動副的平面四桿機構稱為鉸鏈四桿機構，它是平面四桿機構的最基本的型式，其他型式的平面四桿機構都可看作是在它的基礎上通過演化而成的。在此機構中，構件4為機架，與機架構成運動副的構件1、3稱為連架桿，不與機架組成運動副的構件2稱為連桿。若組成轉動副的兩構件能作整周相對轉動，則該轉動副稱為整轉副，否則稱為擺動副。與機架組成整轉副的連架桿稱為曲柄，與機架組成擺動副的連架桿稱為搖桿。曲柄搖桿機構：其中兩連架桿一為曲柄另一為搖桿.我們知道，當連桿上的點處在連桿平面的不同位置時，其曲線形狀將

14、有很大的變化，連桿曲線的形狀主要有橢圓形、曲邊三角形、逗點形、“8”字形、月牙形等，這些形狀的連桿曲線分布在連桿平面的不同區(qū)域內，在連桿平面內找到一點，使得在平面作相對水平運動，保證輸送爪與被傳送件沒有相對運動，也就是不產生相對磨擦，滿足傳送件要運動的軌跡要求。該機構的自由度為2。輸入運動從曲柄1傳入，搖桿3控制了輸送爪5的水平運動。方案優(yōu)點是：運動副都是低副，因此運動副元素都是面接觸，壓強較小，可承受較大的載荷；有利于潤滑，故磨損較??；此外，運動副元素的幾何形狀比較簡單，便于加工制造，易獲得較高的精度.還可以改變各構件的相對長度使從動件得到不同的運動規(guī)律。缺點是：傳遞路線較長，易產生較大的誤

15、差積累，同時，也使機械效率降低，且不利于高速運動。綜上：所設計方案能滿足要求的性能指標；結構簡單、緊湊；制造方便，成本較低。1.3 設計機構的具體尺寸 考慮到行程速比系數(動停時間之比)k=t1/t2=1/2，計算四桿機構的極位夾角 q = 1800 * ( k - 1 ) / ( k + 1 ) = 1800 * ( 0.5- 1 ) / (0.5 + 1 ) =-600用作圖法進行四桿機構設計，如下圖：圖2設計要求步進送料距離c1c2=a=300mm，利用各鉸鏈之間相對運動的幾何關系知，設計連桿與搖桿鉸接點f步進距離為f1f2=200mm?？纱_定搖桿固定鉸鏈d和曲柄固定鉸鏈a。曲柄 ab=

16、（af2-af1）/2=66連桿 bf=（af2+af1）/2=164.08搖桿 dc=270.42mm ad=119.6mm將各桿長度圓整后得：ab=66mm bf=164mm dc=z70mm df=180mm使用圓整后的數據作圖如下：圖3由圖可知所設計送料機構步進距離為301.02mm。符合設計要求允許誤差。c點軌跡曲線的最高點距輸送架距離為45.42mm, 亦符合設計要求。由此各桿長度確定。曲柄 ab=66mm連桿 bf=164mm搖桿 dc=270mm df=180mm曲柄盤被電動機驅動由0o做勻速圓周運動60o位置，驅動連桿。搖桿以固定鉸鏈為圓心，自由端運動至左極限位置，輸送爪將坯

17、料送至待加工位置。搖桿向右運動至右極限位置，成一個工作循環(huán)。機構可在預定時間將工件送至待加工位置?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。2 布置方式 電動機通過聯軸器、減速器帶動曲柄盤，驅動連桿送料機構，驅動滑架往復移動，工作行程時滑架上的推爪推動工件前移一個步長，當滑架返回時，由于推爪與軸間有扭簧，推爪得以從工件底面滑過，工件保持不動，當滑推進時，推爪已復架再次向前位，向前推動新的工件前移，前方推爪也推動前一工位的工件前移。其傳動裝置使用展開式二級圓柱齒輪減速器減速器。下圖為本設計步進送料機機的布置方式，電動機轉速經齒輪

18、傳動降低后驅動機器曲柄運轉。此布置方式的選擇，降低了成本，安裝維護方便。圖33 電動機的選用3.1 選擇電動機類型電動機的類型根據動力源和工作要求選用y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380v。3.1.1選擇電動機容量送料機在工作時的阻力為50n，對送料機構進行受力分析如下圖：圖4 f34=50n f43x238.24mm=f23x180mm f32xcos48=f12xcos41 m=f21x66mm 計算得：m=7.86n*m根據設計要求送料機工作周期t=3s，則曲柄盤轉速n=20r/min。平面連桿送料機構工作所需功率： 電動機所需工作功率（kw）為： 傳動裝置的總效率為：按機

19、械課程設計手冊表2-5確定各部分效率為:聯軸器效率，滾動軸承效率（一對），共三對。閉式齒輪傳動效率，代入得：所需電動機功率為 電動機額定轉速根據生產機械的要求而選定。因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可。本設計所采用的電動機的總功率為1.83kw，由機械課程設計手冊表6-163，y系列電動機技術數據，選電動機的額定功率為2.2kw。3.1.2確定電動機轉速 送料機構曲柄盤工作轉速n=20r/min。通常，二級圓柱齒輪減速器為 ，故電動機轉速的可選范圍為： 故可選同步轉速為750r/min。3.2 電動機型號的選擇一般而言，選用高速電動機，電動機重量較小，價格便宜，但是總的傳動比較大，總體尺寸價

20、格不一定低；但是選用低速電動機，電動機的重量較大，價格偏高，但是總的傳動比小，總體尺寸價格卻不一定高。利弊權衡，從體積、價格以及總的傳動比等考慮，本設計決定采用y132s-8型電動機，該型電機性能良好，可以滿足要求。查運輸機械設計選用手冊，它的主要性能參數如下表：表1 y132s-8型電動機主要性能參數電動機型號額定功率kw滿載轉速r/min電流a效率功率因數y132s-82.27505.892.50.87起動電流/額定電流起動轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩重量kg6.01.92.0634 聯軸器的選用本次傳動裝置的設計中，采用了聯軸器，這里對其做簡單介紹：聯軸器是機械傳動中常用的部件。它用

21、來把兩軸聯接在一起，機器運轉時兩軸不能分離；只有在機器停車并將聯接拆開后，兩軸才能分離。聯軸器所聯接的兩軸，由于制造及安裝誤差、承載后的變形以及溫度變化的影響等，往往不能保證嚴格的對中，而是存在著某種程度的相對位移。這就要求設計聯軸器時，要從結構上采取各種不同的措施，使之具有適應一定范圍的相對位移的性能。根據對各種相對位移有無補償能力（即能否在發(fā)生相對位移條件下保持聯接的功能），聯軸器可分為剛性聯軸器（無補償能力）和撓性聯軸器（有補償能力）兩大類。撓性聯軸器又可按是否具有彈性元件分為無彈性元件的撓性聯軸器和有彈性元件的撓性聯軸器兩個類別。4.1 剛性聯軸器這類聯軸器有套筒式、夾殼式和凸緣式等。

22、凸緣聯軸器是把兩個帶有凸緣的半聯軸器聯成一體，以傳遞運動和轉矩。凸緣聯軸器的材料可用灰鑄鐵或碳鋼，重載時或圓周速度大于30m/s時應用鑄鋼或碳鋼。由于凸緣聯軸器屬于剛性聯軸器，對所聯兩軸的相對位移缺乏補償能力，故對兩軸對中性的要求很高。當兩軸有相對位移存在時，就會在機件內引起附加載荷，使工作情況惡化，這是它的主要缺點。但由于構造簡單、成本低、可傳遞較大轉矩，故當轉速低、無沖擊、軸的剛性大、對中性較好時亦常采用。4.2 撓性聯軸器這類聯軸器因具有撓性，故可補償兩軸的相對位移。但因無彈性元件，故不能緩沖減振。常用的有以下幾種： 4.2.1無彈性元件的撓性聯軸器1）十字滑塊聯軸器十字滑塊聯軸器由兩國

23、在端面上開有凹槽的半聯軸器和一個兩面帶有凸牙的中間盤所組成。因凸牙可在凹槽中滑動，故可補償安裝及運轉時兩軸間的相對位移。這種聯軸器零件的材料可用45鋼，工作表面須進行熱處理，以提高其硬度；要求較低時也可用q275鋼，不進行熱處理。為了減少摩擦及磨損，使用時應從中間盤的油孔中注油進行潤滑。因為半聯軸器與中間盤組成移動副，不能發(fā)生相對轉動，故主動軸與從動軸的角速度應相等。但在兩軸間有相對位移的情況下工作時，中間盤就會產生很大的離心力，從而增大動載荷及磨損。因此選用時應注意其工作轉速不得大于規(guī)定值。這種聯軸器一般用于轉速,軸的剛度較大，且無劇烈沖擊處。效率，這里為摩擦系數，一般取為0.120.25；

24、為兩軸間徑向位移量，單位為；為軸徑，單位為。2）滑塊聯軸器這種聯軸器與十字滑塊聯軸器相似，只是兩邊半聯軸器上的溝槽很寬，并把原來的中間盤改為兩面不帶凸牙的方形滑塊，且通常用夾布膠木制成。由于中間滑塊的質量減小，又具有較高的極限轉速。中間滑塊也可用尼龍6制成，并在配制時加入少量的石墨或二硫化鉬，以便在使用時可以自行潤滑。這種聯軸器結構簡單，尺寸緊湊，適用于小功率、高轉速而無劇烈沖擊處。3)十字軸式萬向聯軸器這種聯軸器可以允許兩軸間有較大的夾角（夾角最大可達），而且在機器運轉時，夾角發(fā)生改變仍可正常傳動；但當過大時，傳動效率會顯著降低。這種聯軸器的缺點是：當主動軸角速度為常數時，從動軸的角速度并不

25、是常數，而是在一定范圍內變化，因而在傳動中將產生附加動載荷。為了改善這種情況，常將十字軸式萬向聯軸器成隊使用。這種聯軸器結構緊湊，維護方便，廣泛應用于汽車、多頭鉆床等機器的傳動系統中。小型十字軸式萬向聯軸器已標準化，設計時可按標準選用。4）齒式聯軸器這種聯軸器能傳遞很大的轉矩，并允許有較大的偏移量，安裝精度要求不高；但質量較大，成本較高，在重型機械中廣泛使用。5）滾子鏈聯軸器滾子鏈聯軸器的特點是結構簡單，尺寸緊湊，質量小，裝拆方便，維修容易、價廉并具有一定的補償性能和緩沖性能，但因鏈條的套筒與其相配件間存在間隙，不宜用于逆向傳動、起動頻繁或立軸傳動。同時由于受離心力影響也不宜用于高速傳動。4.

26、2.2有彈性元件的撓性聯軸器這類聯軸器因裝有彈性元件，不僅可以補償兩軸間的相對位移，而且具有緩沖減振的能力。彈性元件所能儲存的能量愈多，則聯軸器的緩沖能力愈強；彈性元件的彈性滯后性能與彈性變形時零件間的摩擦功愈大，則聯軸器的減振能力愈好。1） 彈性套柱銷聯軸器這種聯軸器的構造與凸緣聯軸器相似，只是套有彈性套的柱銷代替了聯接螺栓。因為通過蛹狀的彈性套傳遞轉矩，故可緩沖減振。這種聯軸器制造容易，裝拆方便，成本較低，但彈性套易磨損，壽命較短。他適用于聯接載荷平穩(wěn)、需正反轉或起動頻繁的傳遞中小轉矩的軸。2）彈性柱銷聯軸器這種聯軸器與彈性套柱銷聯軸器很相似，但傳遞轉矩的能力很大，結構更為簡單，安裝、制造

27、方便，耐久性好，也有一定的緩沖和吸振能力，允許被聯接兩軸有一定的軸向位移以及少量的徑向位移和角位移，適用于軸向竄動較大、正反轉變化較多和起動頻繁的場合。3）梅花形彈性聯軸器這種聯軸器的半聯軸器與軸的配合孔可作成圓柱形或圓錐形。裝配聯軸器時將梅花形彈性件的花瓣部分夾緊在兩半聯軸器端面凸齒交錯插進所形成的齒側空間，以便在聯軸器工作時起到緩沖減振的作用。5 減速器的設計在機械設計中，常將整機的減速傳動部分設計和制造成獨立的閉式傳動裝置，稱為減速器，它是機械工業(yè)中最基本和最典型的傳動裝置。擬設計為兩級圓柱齒輪減速器，采用展開式連接，是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的

28、剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。采用這樣的方式是由于所需的傳動比相對較大；電動機驅動后，傳入兩級減速器，帶動齒輪轉動，輸出帶動輸送機。5.1 傳動裝置的總傳動比已知送料機構曲柄盤工作轉速n=20r/min，所選用電動機工作轉速為750r/min，則電機與曲柄之間的總傳動比為：5.2 分配傳動裝置各級傳動比高速級齒輪的傳動比為低速級齒輪傳動比的.倍，即。則根據公式可求出 電動機和i軸之間，軸和曲柄盤之間用的都是聯軸器，故傳動比都是1。5.3 減速器運動和動力參數計算5.3.1 0軸（電動機軸）：5.3.2 1軸（高速軸）： 5.3.3

29、 2軸（中間軸）：5.3.3 3軸（低速軸）：運動和動力參數的計算結果加以匯總，列出表如下：表2各軸運動和動力參數軸名功率 p/kw轉矩 t/(nm)轉速n/(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸2.22875016.715.5911軸2.1782.1627.7326.627500.982軸2.092.0717.8217.641120.993軸21.989.559.36200.985.4 減速器主要零部件的設計計算 5.4.1齒輪傳動設計齒輪的材料，精度和齒數選擇考慮到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經濟性。因傳遞功率不大，轉速不高,兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45號合金鋼，

30、鍛毛坯。熱處理大齒輪正火處理,小齒輪調質處理，均用軟齒面且大、小齒輪的齒面硬度分別為280hbs、240hbs；齒輪精度用7級，輪齒表面精糙度為ra1.6。軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數宜取多些。 初步規(guī)劃該減速器的使用壽命為10年，每年按300天計算，第、公差組精度分別為7、7、7；鑒于該減速器有輕微震動，空載啟動，兩級圓柱齒輪的使用系數均取1.0。由機械設計齒輪相對于兩軸承非對稱布置且大齒輪為軟齒面,因此選齒寬系數0.8。 一.高速級齒輪傳動設計 由前面運動及動力參數的計算結果知高速級齒輪傳動的最大傳遞功率為2.2kw，小齒輪最高轉速為750r/min、最大扭矩為28

31、 nm。閉式齒輪的小齒齒數. 定齒輪類型、精度等級、材料極其齒數(1)按設計給定的方案，選用直齒圓柱齒輪。(2)運輸機為一般工作機器，速度不高，固選級精度。(3)小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280hbs； 大齒輪材料為40cr（調質），硬度為240hbs。(4) 選，則=6.71x24=161 按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。. 按齒面接觸強度設計(1) 選 小齒輪傳遞的轉距為28n*m 選齒寬系數，由表查得材料的彈性影響系數。由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的觸疲勞強度為。 由式計算應力循環(huán)次數 取接觸疲勞壽命系數，取效率為，安全系數s=1,則：

32、（2）計算：帶入中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑的最小值為圓周速度： 計算齒寬： 計算齒寬與齒高比： 模數 齒高 計算載荷系數： 根據 7級精度，查得 動載系數 對于直齒輪 查得使用系數 用插值法查得7級精度小齒輪非對稱布置時， 由， 可查得 故載荷系數 校正分度圓直徑： 計算模數： . 按齒根彎曲強度計算： 彎曲強度的設計公式為 取彎曲疲勞安全系數 載荷系數 查取齒形系數 查取應力校正系數 圓整 . 幾何尺寸計： 分度圓直徑： 中心距： 齒輪寬度： 取 至此，高速級齒輪的計算完畢。用同樣的方法計算低速級齒輪的尺寸 分度圓直徑： 中心距： 齒輪寬度： 取 因此，得表3如下圖：二級圓柱齒輪減速器

33、齒輪設計參數齒輪對參數項高速級低速級高速級低速級z1z2z1z2z1z2z1z2齒數2610425139齒寬( mm)40355040分度圓直徑( mm)39156375210變位系數( mm)0.00000.00000.00000.0000計算接觸應力(mpa)5825726306325計算彎曲應力(mpa)30714241573035724971極限傳遞功率(kw)29285齒面硬度(hbs)280240280240模數(mm)1515中心距 (mm)97512375小齒輪最高轉速(r/min)750112小齒輪最大扭矩(n.mm4.2軸系結構設計根據箱體結構取定

34、下列尺寸(符號含義見箱體設計處):(1) 箱體內部寬度: (2) 調整間隙如下: ; ; (3) 軸承端蓋螺釘: gb/t5783 m8x25 總長 端蓋厚度 軸承選6005a(4) 調整墊片厚度: (5) 軸承座的厚度: (6) 擋油環(huán)預定寬度:(7) 高速軸軸頸處的線速度：因此，軸承的潤滑方式選用油脂潤滑，取一.高速軸的軸系結構設計1軸的結構尺寸設計 根據結構幾使用要求該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分五段,其中第iv段為齒輪,如圖5所示:選擇軸的材料及熱處理由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸。由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇其材料須與齒輪材料相同為常用材料45鋼,

35、調質處理,熱處理為氮化,取材料系數 120所以,該軸的最小軸徑為: 考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%,于是有: 標準化取初估軸徑后,就可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表: 圖4 高速軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據和過程計算結果第i段(考慮鍵槽影響)1620（16.03）54第ii段3322第iii段924第iv段4022第v段23242軸的受力分析及計算軸的受力計算3軸承的選擇軸承采用6005型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷，大量生產，價格最低.內徑d=25mm 外徑d=47mm 寬度b=12mm 4軸上零件的

36、周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合h7/r6。與軸承內圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均采用a型普通平鍵聯接，分別為10*25 gb1096-1979及鍵10*40 gb1096-1979。5軸上倒角與圓角為保證6008軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標準gb6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*450二中間軸的軸系結構設計1軸的結構尺寸設計根據結構幾使用要求該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分五段,其中第ii段和第iv段為齒輪,如下圖6所示:由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材

37、料相同,均為合金鋼,熱處理為滲碳淬火,取材料系數 所以,有該軸的最小軸徑為: 因鍵槽開在中間，其影響不預考慮 標準化取其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表： 表5 中間軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據和過程計算結果第i段由軸承尺寸確定(軸承預選6005)2522第ii段(考慮鍵槽影響)3040第iii段3610第iv段3050第v段 25222軸的受力分析及計算軸的受力計算由高速軸的受力分析知：ft= 979.49 fr=356.53軸承的選擇軸承采用6005型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷，大量生產，價格最低.內徑d=25mm 外徑d=47mm 寬度b=12m

38、m4軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合h7/r6。與軸承內圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均采用a型普通平鍵聯接，分別為10*25 gb1096-1979及鍵10*40 gb1096-1979。5軸上倒角與圓角為保證6008軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標準gb6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*4三低速軸的軸系結構設計1軸的結構尺寸設計根據結構幾使用要求該軸設計成階梯軸,共分五段,如圖7所示:考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45,熱處理調質處理,取材料系數=105,所以,有該軸的

39、最小軸徑為: 考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%,于是有: 標準化取 (由聯軸器寬度尺寸確定)=65 =35 =10 =35其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:表6 低速軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據和過程計算結果第i段(考慮鍵槽影響)(由曲柄盤寬度尺寸確定)30.3335(32.15)7第ii段(由毛氈圈尺寸確定)3438第iii段由軸承尺寸確定(軸承預選6007 )369第iv段3840第v段5 36202軸的受力分析及計算軸受力計算由中間軸的受力分析知：ft2=5700 fr2=2074.633軸承的選擇軸承采用6007型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載

40、荷，大量生產，價格最低.內徑d=35mm 外徑d=62mm 寬度b=14mm4軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合h7/r6。與軸承內圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均采用a型普通平鍵聯接，分別為10*25 gb1096-1979及鍵10*40 gb1096-1979。5軸上倒角與圓角為保證6008軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標準gb6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*4四、軸的強度校核經分析知c處為可能的危險截面， 現來校核c處的強度：（1）、合成彎矩（2）、當量彎矩（3）、校核

41、由手冊查材料45的強度參數c截面當量彎曲應力：由計算結果可見c截面安全。5.4.3減速器箱體及其附件的設計一箱體結構設計根據箱體的支撐強度和鑄造、加工工藝要求及其內部傳動零件、外部附件的空間位置確定二級齒輪減速器箱體的相關尺寸如下：（表中a=140）表7 箱體結構尺寸名稱符號設計依據設計結果箱座壁厚0.025a+3810考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應小于8箱蓋壁厚10.02a+38108箱座凸緣厚度b1.512箱蓋凸緣厚度b11.5112箱座底凸緣厚度b22.520地腳螺栓直徑df0.036a+1216地腳螺栓數目na250時，n=44軸承旁聯結螺栓直徑d10.75df12箱蓋與箱座聯接螺栓直徑

42、d 2(0.50.6)df9軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)df10窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df7定位銷直徑d(0.70.8) d 28軸承旁凸臺半徑r1c220凸臺高度h根據位置及軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準50外箱壁至軸承座端面距離l1c1+c2+ (58)55大齒輪頂圓距內壁距離11.210齒輪端面與內壁距離210箱蓋、箱座肋厚m1 、 mm10.851 m0.856.8.8軸承端蓋凸緣厚度t(11.2) d312軸承端蓋外徑d2d+(55.5) d3120軸承旁聯結螺栓距離s盡量靠近，以md1和md3互不干涉為準，一般取sd2122螺栓扳手空間與凸緣厚度安裝螺栓直

43、徑dxm8m10m12m16至外箱壁距離c1min13161822至凸緣邊距離c2min11141620沉頭座直徑dmin20242632二減速器附件的設計1窺視孔和視孔蓋 窺視孔應設在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置，其大小以手能伸如箱體進行檢查操作為宜。窺視孔應設計凸臺以便加工。2 通氣器通氣器設置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內部制成一定曲路，并設置金屬網。選擇通氣器類型應考慮其環(huán)境的適應性，其規(guī)格尺寸與減速器大小相適應。3 油面指示器油面指示器應設置在便于觀察且油面較穩(wěn)定的部位。 4 放油孔和螺塞放油孔應設置在油池的最低處，平時用螺塞堵住。5 定位銷 常采用圓錐做定位銷。兩定位銷

44、間的距離越遠越可靠，因此，通常將其設置在箱體聯接凸緣的對角出，并應做非對稱布置。 總 結設計畢業(yè)設計十六周時間，在這段時間里我學習到了很多的知識，讓我受益非淺。本次設計主要是根據現有的設計標準進行仿形設計，嚴格依據設計標準和有關規(guī)范進行設計與計算。 畢業(yè)設計培養(yǎng)了我:1、綜合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和擴展；2、學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設計方法和步驟，培養(yǎng)學生工程設計能力和分析問題，解決問題的能力；3、提高在計算、制圖、運用設計資料（手冊、 圖冊）進行經驗估算及考慮技術決策等機械設計方面的基本技能和機械cad技術。

45、在設計中也出現了很多問題，學習是一個不斷發(fā)現問題和不斷解決問題的過程，出現問題是很正常的。學會發(fā)現問題然后解決問題，就學到了新的知識。各種各樣的機械設備一般都要實現生產工藝過程和操作過程的自動化，這就要求進行各種機構的創(chuàng)新設計和常見機構的組合應用。因此，機械課程畢業(yè)設計對于培養(yǎng)學生對機械運動機構的構思和設計能力起到至關重要的作用。時間過的很快，畢業(yè)設計馬上就要結束了，通過這段時間的努力，設計順利的完成，從中還學到大量的知識，我相信在以后的學習和工作當中肯定會應用的到。致 謝 本文從選題、方案論證到課題的研究都是在導師張紅麗老師的全面、悉心指導下完成的。在設計期間，導師在論文研究方面和設計過程中

46、給予悉心指導，大力支持和幫助。尤其是導師嚴謹的科學研究精神，惜時如金的工作態(tài)度深深地影響了本人，使學生受益匪淺。在此表示衷心感謝，并致以崇高的敬意。本次畢業(yè)設計的順利完成離不開老師和同學的協助指導,借此只言片語,對他們熱心而無私的幫助表示衷心的感謝 !參考文獻1 機械工程手冊編輯委員會編機械設計手冊【m】第3版北京：機械工業(yè)出版社，20082 機械工程手冊 電機工程手冊編輯委員會.機械工程手冊機械產品（二）m.機械工業(yè)出版社.1982年8月.3 范祖堯等.現代機械設備設計手冊非標準機械設備設計m.機械工業(yè)出版社.2000年6月.4 唐金松.簡明機械設計手冊（第二版）m.上海科學技術出版社.20

47、02年6月.5 機械化運輸設計手冊編委會.機械化運輸設計手冊m.機械工業(yè)出版社.1997年5月.6運輸機械設計選用手冊編組委.運輸機械設計選用手冊（上、下）m.化學工業(yè)出版社.1999年1月.7 機械設計手冊編寫組.機械設計手冊m.化學工業(yè)出版社.2002年.8 中國紡織大學工程圖學教研室.畫法幾何及工程制圖m.上?？萍汲霭嫔?2000年.9、機械原理課程設計高英武、楊文敏 編著10機械原理孫桓、陳作模、葛文杰 編著11理論力學哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室-編12機械原理楊昂岳主編 13 現代機械設計-思想與方法m.上?？萍技夹g文獻出版社，1999.14機械手冊9 機械工業(yè)部北京其重運輸機械研

48、究所編.dtii型固定帶式輸送機設計用手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1994年10月15 上海交通大學洪致育、林良明主編.連續(xù)運輸機械. 北京：機械工業(yè)出版社.1982年16 吳宗澤.羅圣國編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社.1999年09/08 20:02 3kn微型裝載機設計09/20 15:09 45t旋挖鉆機變幅機構液壓缸設計08/30 15:32 5噸卷揚機設計10/30 17:12 c620軸撥桿的工藝規(guī)程及鉆2-16孔的鉆床夾具設計09/21 13:39 ca6140車床撥叉零件的機械加工工藝規(guī)程及夾具設計83100308/30 15:37 cpu風扇后蓋的注塑模具設計

49、09/20 16:19 gdc956160工業(yè)對輥成型機設計08/30 15:45 ls型螺旋輸送機的設計10/07 23:43 ls型螺旋輸送機設計09/20 16:23 p-90b型耙斗式裝載機設計09/08 20:17 pe10自行車無級變速器設計10/07 09:23 話機機座下殼模具的設計與制造09/08 20:20 t108噸自卸車拐軸的斷裂原因分析及優(yōu)化設計09/21 13:39 x-y型數控銑床工作臺的設計09/08 20:25 yd5141syz后壓縮式垃圾車的上裝箱體設計10/07 09:20 zh1115w柴油機氣缸體三面粗鏜組合機床總體及左主軸箱設計09/21 15:34 zxt-06型多臂機凸輪軸加工工藝及工裝設計10/30 16:04 三孔連桿零件的工藝規(guī)程及鉆35h6孔的夾具設計08/30 17:57 三層貨運電梯曳引機及傳動系統設計10/29 14:08 上蓋的工工藝規(guī)程及鉆6-4.5孔的夾具設計10/04 13:45 五噸單頭液壓放料機的設計10/04 13